В задании на данный курсовой проект приведёна схема ленточного конвейера с натяжным устройством, а также схема приводной станции к нему. Приводная станция включает в себя электродвигатель, червячный редуктор и установочную платформу. В данном случае в качестве платформы будет применяться сварная рама.

Электродвигатель крепиться непосредственно к редуктору, это снижает габариты станции и её металлоёмкость.

В требовании перечислены основные технические характеристики: окружное усилие на барабане, скорость ленты конвейера, график нагрузки, срок службы, которые должны быть обеспечены при проектировании.

Ленточные конвейеры являются весьма распространённые транспортирующими машинами, применяемые в самых различных областях народного хозяйства для перемещения разнообразных штучных и насыпных грузов.

Широкое применение ленточные конвейеры получили для межоперационного транспортирования грузов в поточном производстве, для транспортирования в линейных целях (подача земли), в шахтном хозяйстве, для подачи топлива и зерна на элеватор и т. п.

Ленточные конвейеры отличаются высокой производительностью, простотой конструкции, малой массой, надёжностью в работе, относительно небольшим расходом энергии.

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определение потребляемой мощности электродвигателя

Рэ = Ft·V / уоб , (1.1)

где Рэ - потребляемая мощность электродвигателя;

Ft - усилие на цепи конвейера, кН;

V - скорость движения цепи, м/с;

уоб - общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

уоб= ум М уч (1.2)

где уч - КПД червячной передачи уч = 0,8;

ум - КПД муфты, ум = 0,98

уоб= 0,8*0,98=0,78

Рэ =3,0·0,25/0,78=0,96 кВт

Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

nэ= nвМ uчерв(1.3)

где uчерв- рекомендуемое значение передаточного отношения червячной передачи ;

nв - частота вращения приводного вала, мин.-1

nэ - предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1

, (1.4)

Где D-диаметр барабана ленточного конвейера, м;

мин-1

uчерв= 16…50

Принимаем значения передаточного числа:

uчерв= 32

nэ=21,23М32=679?36 мин.-1

По найденным значениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8. ТУ 16-525564-84

Исполнение IM3081, Pэ = 1,1 кВт, nэ = 695 об./мин.

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:

uобщ= nэ/ nв (1.5)

где nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1

uобщ= 695/21,23= 32,74

Т.к. в приводе нет ремённой или цепной передачи, то:

Выбираем стандартное придаточное отношение:

ГОСТ 2144-76

Передаточное число не превышает допускаемого отклонения.

1.3 Определение мощности на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P1 = Pэ=1,1 кВт (1.7)

P2 = P1 М уред (1,8)

P2 = 1,1·0,8 = 0,88 кВт

1.4 Определение частоты вращения валов

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n1 = nэ =695мин-1

n2 = n1/Uред (1,9)

n2 = 695/31,6=22,06 мин-1

1.5 Определение крутящего момента на валах

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

Ti =, Н М м(1.10)

где Ti - крутящий момент на i-ом валу, Н * м;

Рi - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин-1

T1 = 9550 М P1/n1 = 9550 М 1,1/695 = 15,12 Н М м

T2 = 9550 М P2/n2 = 9550 М 0,88/22,06 =380,96 Н М м

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1 являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1.

Валы

Мощности на валах, кВт

Частоты вращения валов, мин-1

Крутящие моменты на валах, Н М м

Передаточные числа передач

1,1

0,88

695

22,06

15,12

380,96

Uред=31,5

2. Расчёт червячной передачи

Выбор материала и термической обработки червяка и колеса

Червяк: Сталь 40Х, Термообработка: цементация и закалка ТВЦ, твёрдость 45 HRC, шлифование и полирование.

Червячное колесо:

, (2.1)

где V5 - скорость скольжения, м/с.

Назначаем материал II группы БрА9Ж3Л. Способ отливки ц - центробежный

уТ=200МПа. ув=500МПа

Колесо менее прочное, следовательно по нему и определяем напряжения.

Определение срока службы передачи

tУ = L·365·Kr·24·Kc, (2.2)

где tУ - срок службы передачи.

tУ = 5·365·0,80·24·0,29=10161,6 час.

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

=(300 - 275) - 25VS (2.3)

=275-25·2,26=218,5 Мпа

Определение допускаемых напряжений на изгиб

(0,25ут+0,08ув)·, (2,4)

где ут - предел текучести, Мпа;

ув - предел выносливости на растяжение, Мпа;

NFE - эквивалентное число циклов нагружения.

NFE = 60·n1·tУ·(a1b19+ a2b29+…+ aibi9), (2.5)

где ai,bi - коэффициенты с графика нагрузки.

NFE = 60·22,06·10161,6·(0,0005·1,59+ 0,5·19+0,5•0,59)=8,7·106

(0,25·200+0,08·500)·=70,74МПа

Назначение числа заходов червяка и числа зубьев колеса

Z1=1 - число заходов червяка,

Z2=Z1·Uч

Z2=2·31,5=32 - число зубьев колеса.

Назначение коэффициента диаметра червяка q

qопт=0,25·Z2=0,25·32=8 (2,6)

Назначаем из стандартного ряда q=14. ГОСТ 19672-74.

Определение межосевого расстояния aw

, (2.7)

где К - коэффициент нагрузки;

q1 - коэффициент диаметра червяка, для передачи без смещения q1=q=8

К=0,5(Кв+1), (2.8)

где Кв0 - начальный коэффициент концентрации нагрузки.

Кв = 1,07

К=0,5(1,07+1)=1,04

Принимаем из стандартного ряда по ГОСТ 2144-76 аw = 125мм.

Определение модуля передачи

m=2aw/(Z2+q) (2.9)

m=2·125/(32+8)=6,25мм

Согласуем со стандартным рядом ГОСТ 2144-76 m=6,3мм.

x=aw/m-0,5(q+Z2), (2.10)

где х - коэффициент смещения.

x=125/6,3-0,5(32+8)=-0,16

принадлежит допустимому интервалу 0,7.

Определение геометрических размеров червяка и колеса

Червяк:

Делительный диаметр d1=m·q (2.11)

d1=6,3·8=50,4мм

Начальный диаметр dw1=m(q+2x) (2.12)

dw1=6,3·(8+2·(-0,16))=48,4мм

Диаметр вершин витков da1=d1+2m (2.13)

da1=50,4+2·6,3=63мм

Диаметр впадин db1=d1-2,4m (2.14)

db1=50,4-2,4·6,3=35,28мм

Длина нарезной части червяка b1(11+0,06Z2)m (2.15)

b1(11+0,06·32)·6,3=81,4 принимаем b1=82мм.

Угол подъема линий витков червяка

Червячное колесо:

Делительный диаметр d2= m·Z2 (2.16)

d2= 6,3·32=201,6мм

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении da2=m(Z2+2+2x) (2.17)

da2=6,3·(32+2+2·(-0,16))=212,2мм

Наибольший диаметр колеса dam2da2+6m/(Z1+2) (2.18)

dam2212,2+6·6,3/(1+2)=224,8мм

Диаметр впадин в среднем сечении db2=m(Z2-2,4+2x) (2.19)

db2=6,3·(32-2,4+2·(-0,16))=184,5мм

Ширина колеса b20,75 da1 (2.20)

b20,75·63=47,25мм

принимаем b2=47мм.

Определение скорости скольжения и КПД червячной передачи

, (2.21)

где V1 - окружная скорость червяка, м/с.

(2.22)

КПД червяка: , (2.23)

где приведённый угол трения, ц' = 2,3?

Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

, (2.24)

где q1 = q+2x; (2.25)

q1=8+2•(-0,16)=7,68

K - коэффициент нагрузки,

К=Кв·КV , (2.26)

где Кв - коэффициент концентрации нагрузки;

КV - коэффициент динамической нагрузки.

Кв=1+(Z2/И)3·(1-x), (2.27)

где И - коэффициент деформации червяка, И=72;

х - коэффициент режима работы червячной передачи.

х=(a1b1+a2b2+…+aibi) (2.28)

x=(0,0005·1,5+0,5·1+0,5•0,5)=0,75

Кв = 1+(32/72)3·(1-0,75)=1,02

Для нахождения КV определяют окружную скорость колеса V2, м/с:

V2= (2.29)

V2=

V2=0,23<3м/с => принимаем КV=1.

К=1·1,02=1,02

Уточняем допускаемое напряжение:

=218,5МПа > уН=152,66МПа

Условие контактной прочности выполняется.

Проверка зубьев колеса на напряжения изгиба

где YF - коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса ZV2.

ZV2=Z2/cos3гw (2.31)

ZV2=32/cos37,42=32,65

Назначаем YF = 1,43.

уF=4,44МПа < =70,74МПа.

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

Определение усилий в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Ft2=Fa2=2T2/d2 (2.32)

Ft2=2·380,96/201/6=3,78кН

Окружная сила на червяке, равная окружной силе на колесе:

Fa2=2T1/dw1 (2.33)

Fb1=2·15,12/48,4=0,62кН

Радиальная сила:Fr= Ft2·tgбx , (2.34)

где бx =20? - угол зацепления.

Fr=3,78·tg20=1,38кН.

Тепловой расчёт.

tраб=20?+, (2,35)

где ш - коэффициент, учитывающий отвод тепла тела в плиту или раму, ш=0,3;

- допускаемая температура нагрева масла, =95?С;

Кт - коэффициент теплоотдачи, Кт = 9 (Вт/м2·?С)

А - площадь поверхности охлаждения, кроме поверхности дна, м2.

Приближённо площадь поверхности охлаждения можно определить по соотношению:

А=12·аw1,71

А=0,35м2

tраб=20?+

Охлаждение за счёт поверхности корпуса редуктора.

3. Расчёт валов

3.1 Расчёт тихоходного вала

Материал вала Сталь 45.

ув=580МПа

ут=320МПа

Предварительный расчёт диаметров тихоходного вала

a) Для выходного конца диаметр тихоходного вала:

Принимаем d=40мм

b) Для диаметра под подшипник:

dn?d+2t,

где t - высота буртика, t=2,5

dn=40+2•2

принимаем стандартное значение по внутреннему кольцу подшипника dn=45мм.

c) Диаметр вала под колесо рассчитываем по формуле:

dдn=dn+3r,(4.12)

где r - координата фаски подшипника, r=2

dдn=45+3·2=52мм

Разработка расчётной схемы

Для фиксации вала применяют следующее расположение подшипников: обе опоры располагаются по разные стороны от места посадки колеса на вал. С обеих сторон ставим конические однорядные роликовые подшипники. Обе опоры фиксируем, т.к. они ограничивают перемещение вала в одном из направлений и воспринимают радиальную и осевую нагрузки. Т.к. в опорах вала стоят роликовые конические подшипники, поэтому вычисляем величину «а»

Нахождение реакций в опорах в вертикальной плоскости

Считаем, что в вертикальной плоскости действует радиальная Fr и осевая Fa силы, которые вызывают появление реакций в опорах RAx, RBx и RAz. Плечо действия силы Fa равно

Составляем уравнение равновесия:

УМА=0 RBx2a-Fr2a+Fa2d2/2=0

УМB=0 Fa2d2/2+Fr2а-RAх2а=0

RBх=(1,38•0,0425-0,62•0,101)/0,085=-0,05кН

RАх=(1,38·0,0452+0,62•0,101)/0,085=1,43кН

Проверка:

УFx=0 Fr2-RAx+RBx=0

1,38-1,43+0,05=0

УFz=0 RAz-Fa2=0

RAz=Fa2=0,62 кН

Определяем изгибающий момент:

Сечение I-I:Mх1=RAхz1,

при z1=0 Mx1=0

при z1=a Mx1=RAx·a=1430·0,0425=60,78Н•м

Сечение II-II:Mx2=-RBx•z2,

при z2=0 Mx2=0, при z2=a Mx2=-RBx•z2=-50•0,0425=-2,13H•м

Нахождение реакций в опорах в горизонтальной плоскости

Условно считаем, что в горизонтальной плоскости действует только окружная сила Ft, которая вызывает появление реакций в опорах RAy и RBy.

Составляем уравнения равновесия:

УМА=0 RBy2a-Ft2a=0

УМB=0 Ft2a- RAy2a=0

RBy=3,78·0,0425/0,085=1,89кН

RАy=3,78·0,0425/0,085=1,89кН

Проверка:

УFy=0 Ft2- RАy-RBy=0

3,78-1,89-1,89=0

Строим эпюру изгибающих моментов.

Сечение I-I:Мy1= RAyz1,

при z1=0 Мy1= 0

при z1=a My1=RAy·a=1890•0,0425=80,32H•м

Крутящий момент

От середины полумуфты до центра колеса действует крутящий момент T=Ft•d2/2=3780•0,202/2=381,78 H•м

Определение опасных сечений

1 опасное сечение - выходной конец вала:

a) Шпоночный паз

b) Галтель

2 опасное сечение - место посадки колеса на вал.

3.1.8. Расчёт первого опасного сечения

ф=T/0,2d3=381,78/0,2·0,043=29,7МПа

где е - коэффициент влияния абсолютных размеров, е=0,8;

S - коэффициент запаса прочности, S=1,5;

Кф - коэффициент концентрации напряжения, Кф =1,48;

ф-1 - предел выносливости при кручении

ф-1=0,28ув=0,28•580=162,4 МПа

a) Галтель - d=40мм., t=2,5мм., r=1,5мм.

;

Самым опасным концентратом напряжений в данном случае является галтель по которой и ведём расчет

ф=29,7МПа<[ф]=55,2МПа

Прочность вала в данном сечении обеспечена

Расчёт второго опасного сечения

уэкв=

фвх = T/0,2d3=381,78/0,2•0,0523=13,58МПа

где S=1,5;

е = 0,8;

у-1 - предел выносливости при изгибе

у-1 = 0,43 ув = 0,43·580=249,4МПа;

a) Шпоночный паз, Кд=1,73

b) Посадка колеса с натягом

Кд /е=( Кд /е)0·о'· о'',

где (Кд /е)0=3, при изгибе и кручении;

о' - коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала.

о'=0,305+0,0014· ув

о'=0,305+0,0014·580=1,117

о'' - коэффициент, учитывающий давление в посадке, о''=1.

Кд /е=3·1,117·1=3,35

Прочность вала в данном сечении обеспечена.

3.2 Расчёт быстроходного вала червяка

Материал вала червяка: Сталь 40Х, Т.О. улучшение и закалка ТВЦ, термообработка витков червяка: цементация и закалка, шлифование и полирование.

ут=750МПа, ув=900МПа.

Разработка эскиза вала

a) Для выходного конца диаметр быстроходного вала считается по формуле: d?(7…8),

Так как диаметр вала принятого нами двигателя d=22мм., то и диаметр выходного конца быстроходного вала примем равным 22мм.

b) Для диаметра под подшипник:

dn?d+2t,

где t - высота буртика, t=2,2

dn=22+2•2,2=26,4мм.

принимаем стандартное значение по внутреннему кольцу подшипника dn=30мм.

c) dБП=dп+3r=30+3•2=36мм.

Разработка расчётной схемы

Для фиксации вала червяка применяем следующее расположение подшипников: обе опоры расположены по разные стороны от червяка; с одной стороны стоят два однорядных конических роликоподшипников, расположенные «враспор», с другой стороны один роликовый радиальный подшипник. Обе опоры фиксируются, т.к. они ограничивают перемещение вала в одном из направлений и воспринимают радиальную и осевую нагрузку.

Нахождение реакций в опорах в вертикальной плоскости

Составляем уравнения равновесия:

УМА=0 RBx(a+b)+Fr1a-Fa1·dw1/2=0

УМB=0 -RAx(a+b)-Fr1b- Fa1·dw1/2=0

УFx=0 RAx+ RBx- Fr1=0

RBx=(3,78•0,024-1,38•0,112)/(0,112+0,104)=-0,296кH

RAx=(-3,78•0,024-1,38•0,104)/(0,112+0,104)=-1,084кН

0,296+1,084-1,38=0

Определяем изгибающие моменты:

Сечение I-I:Mх1=-RAхz1,

при z1=0 Mx1=0

при z1=a Mx1=RAx·a=-1084·0,112=-121,4Н•м

Сечение II-II:Mx2=-RBx•z2,

при z2=0 Mx2=0

при z2=b Mx2=RBx•z2=-296•0,104=-30,8H•м

Нахождение реакций в опорах в горизонтальной плоскости

Условно считаем, что в горизонтальной плоскости действует только окружная сила Ft1, которая вызывает появление реакций в опорах RAy и RBy.

Составляем уравнения равновесия:

УМА=0 RBy(a+b)-Ft1a=0

УМB=0 -RAy(a+b)+Ft1b=0

УFy=0 RAy+ RBy- Ft1=0

RBy=0,62·0,112/(0,112+0,104)=0,321кН

RAy=0,62·0,104/(0,112+0,104)=0,299кН

0,321+0,299-0,62=0

Определяем изгибающие моменты:

Сечение I-I:My1=RAyz1,

при z1=0 My1=0

при z1=a My1=RAy·a=299·0,112=33,4Н•м

Сечение II-II:My2=RBy•z2,

при z2=0 My2=0

при z2=b My2=RBy•z2=-321•0,104=33,4H•м

Крутящий момент

От середины полумуфты до центра колеса действует крутящий момент T=Ft•dw1/2=620•0,048/2=15H•м

Определение опасных сечений

1 опасное сечение - выходной конец вала:

a) Шпоночный паз

b) Галтель

2 опасное сечение - Галтель за подшипником

3 опасное сечение - по впадинам червяка

Расчёт первого опасного сечения

где ;

S=1,5

a) Шпоночный паз -

b) Галтель - d=22мм.; t=3,5мм.; r=1,5мм.;

t/r=2,3; r/d=0,053

Самым опасным концентратом напряжений является галтель, по нему и ведём расчёт

Прочность вала в данном сечении обеспечена.

Расчёт второго опасного сечения

По теореме подобия находим изгибающий момент действующий в сечении с галтелью

уэкв=

где S - коэффициент запаса, S=1,5;

у-1 - предел выносливости.

у-1 = 0,43 ув = 0,43·900=387МПа;(4.7)

е = 0,73

d=36мм.; t=3мм.; r=3мм.; t/r=1; r/d=0,073

Кд=1,65

Прочность вала в данном сечении обеспечена.

Расчёт третьего опасного сечения

уэкв=

где S=1,5;

у-1 = 387МПа;

е = 0,71

Кд=1,97

Прочность вала в данном сечении обеспечена.

3.3 Проверяем червяк на прочность

Принимаем червяк как двухопорную балку круглого сечения диаметром d=30мм., нагруженной радиальной силой Fr.

Наибольший прогиб возникает в середине пролёта, его находим по формуле:

где l - длинна пролёта, м;

Е - модуль упругости, Е=2•105МПа (для стали);

Ix - момент инерции, м4;

4. Расчёт и подбор подшипников

4.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

Первоначально в опорах червяка, и в левой и в правой, было установлено по одному роликовому коническому подшипнику лёгкой серии. В результате расчёта оказалось, что подшипник в левой опоре, на которую действует осевое усилие, не обеспечивает заданной долговечности. Один подшипник средней серии также не достигает требуемого срока службы.

Поэтому в левую опору ставим двурядный роликовый конический подшипник средней серии, в правую роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 2000 средней серии.

Подбираем подшипники качения для опор вала червяка

Частота вращения вала n=695 мин-1.

Диаметр посадочной поверхности вала d=30мм.

Максимально длительно действующие силы:

Fr=1380 H,Fа1=3780H,

RAy=299H, RBy=321H,

RAx=1084H,RBx=296H.

Определяем суммарные радиальные силы в опорах.

Проверяем подшипники в левой опоре

Подшипник роликовый конический средней серии №7306А

Грузоподъёмность: Cr=52,8кН, Cr0=39кН, так как подшипник двухрядный, то Сrсум=Сr•1,625=52,8•1,625=85,8кН.

Факторы нагрузки: l=0,31, Y=1,9, Y0=1,1.

Определяем эквивалентную нагрузку

РrA=(X·V·FrА+Y·Fa1)·Kд·Kt,

где X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

X=0,67, Y=1,5-для двурядного подшипника,

V - коэффициент вращения, V=1;

Kд - коэффициент безопасности, Kд = 1,4;

Kt - температурный коэффициент, Kt = 1 при t<100?C.

РrA=(0,67·1·1124,48+1,5·3780)·1,4·1=8,99кН.

Определяем расчётную долговечность подшипника

,(5.9)

где Ln - расчётная долговечность подшипника, ч;

n - частота вращения вала, мин-1;

Р - показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;

а1 - коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;

а23 - коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;

- требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.

Проверяем подшипник в правой опоре

Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрами роликами, средней серии №2306

Грузоподъёмность: Cr=36,9кН, Cr0=20кН.

Определяем эквивалентную нагрузку

РrA=X·V·FrВ·Kд·Kt,(5.6)

где X - коэффициенты радиальной:X=0,67;

V - коэффициент вращения, V=1;

Kд - коэффициент безопасности, Kд = 1,4;

Kt - температурный коэффициент, Kt = 1 при t<100?C.

РrA=0,67·1·436,64•1,4·1=409,57Н.

Определяем расчётную долговечность подшипника

,(5.9)

где Ln - расчётная долговечность подшипника, ч;

n - частота вращения вала, мин-1;

Р - показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;

а1 - коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;

а23 - коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;

- требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности

4.2 Расчёт подшипников тихоходного вала

Выбор подшипников

Частота вращения вала n=22,06 мин-1.

Диаметр посадочной поверхности вала d=45мм.

Максимально длительно действующие силы:

Fа=0,62кH,

RAy=1,89кH,RBy=1,89кH,

RAx=1,43кH,RBX=0,05кH.

Роликовые конические подшипники лёгкой серии № 7209.

Грузоподъёмность: Cr=62,7кН, Cr0=50кН.

е=0,4.

Определяем суммарные радиальные силы в опорах

Определяем суммарные нагрузки в опорах

SA=0,83·0,4·2,37=0,787кН

SB=0,83·0,4·1,89=0,627кН

S1=SВ=0,627кН

S2=SА=0,787кН

S1<S2 и FА=620Н>S2-S1=160H

Fa1= S2=787Н

Fa2= Fa1+FA=787+160=947Н

Определяем эквивалентную нагрузку

Самым нагруженным является подшипник в опоре А, по нему и ведём расчёт.

РrA=(X·V·FrА+Y·Fa1)·Kд·Kt

V=1;Kд = 1,4;Kt = 1

Fa2/V·FrА=947/1·2370=0,4=е=0,4

X=1;Y=0

РrВ=(1·1·2,37+0·0,787)·1,4·1=3,32кН.

Определяем расчётную долговечность подшипника

где Ln - расчётная долговечность подшипника, ч;

n - частота вращения вала, мин-1;

Р - показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;

а1 - коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;

а23 - коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;

- требуемая долговечность подшипника, =10161,6 ч.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.

5. Расчёт шпоночных соединений

5.1 Расчёт шпоночного соединения на входном валу

Для передачи крутящего момента Т=15Н·м на вал d=22мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80

b=6мм;

h=6мм;

t1=3,5мм;

l=45мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

где Т - вращающий момент, Н•м;

l - рабочая длинна шпонки, мм;

к = 0,4h - глубина врезания шпонки в ступицу, мм;

=80…120 Мпа;

к=0,4•6=2,4мм

Условие смятия соблюдается.

5.2 Расчёт шпоночного соединения на выходном валу

Для передачи крутящего момента Т=381Н·м выходного вала d=40мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80

b=12мм;

h=8мм;

t1=5мм;

l=50мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

где Т - вращающий момент, Н•м;

l - рабочая длинна шпонки, мм;

к = 0,4h - глубина врезания шпонки в ступицу, мм;

=80…120 Мпа;

к=0,4•8=3,2мм

Условие смятия соблюдается.

5.3 Расчёт шпоночного соединения, сконструированного в месте соединения червячного колеса с валом

Для передачи крутящего момента Т=381Н·м выходного вала d=52мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80

b=16мм;

h=10мм;

t1=6мм;

l=45мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

где Т - вращающий момент, Н•м;

l - рабочая длинна шпонки, мм;

к = 0,4h - глубина врезания шпонки в ступицу, мм;

=80…120 Мпа;

к=0,4•10=4мм

Условие смятия соблюдается.

6. Подбор муфты

Для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора применяем муфту упругую со звёздочкой, а на выходном конце тихоходного вала ставим цепную муфту.

Размеры муфты подбираем по справочнику исходя из известных нам расчётных моментов и диаметров валов, на которые устанавливаются муфты.

Муфты подбираются по расчётному моменту:

Тр=Тн•к?[Т],

где к - коэффициент динамичности

к=1,25…1,5 - для ленточных транспортеров

ТрI=15,12•1,3=19,7Н•м?[Т]=

ТрII=380,96•1,3=495,2Н•м?[Т]=

7. Выбор и обоснование способа смазки передачи и подшипников

Для смазывания червячных передач широко применяют картерную смазку. Этот способ допустим при скорости скольжения до 10м/с, что подходит к нашему редуктору.

При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Для выбора смазки необходимо знать контактное напряжение уН=152,66МПа, а также скорость скольжения VS=2,26м/с.

Выбираем масло И-Т-Д-220 по ГОСТ 17479.4-87

Для смазки подшипников применяем ЦИАТИМ-202 или ЛИТОЛ-24.Смазочный материал подают под давлением специальным шприцом.

При верхнем расположении червяка червячное колесо погружается в масляную ванну на глубину:

hм=2,2m…0,25d2

hм=2,2•6,3…0,25•202

hм=13,9…50,5мм

Объем масляной ванны: V=0,106•0,056•0,28=0,0017м3 или 1,7л

Достаточность масляной ванны проверяется по удельному объёму:

Vуд=1,7/1,1=1,55л/кВт>0,7л/кВт

Литература

1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали. - 5-е изд., перераб. -М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1978. - 352с., ил.

4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.